2.5. Порядок расчета болтов для общей схемы нагружения

2.5.1. Расчет при статической нагрузке

1. Расчетная осевая сила на наиболее нагруженном болте (болт с зазором) по формуле (2.16)

F_Б = 1,3F_зат + F,

где F_зат определяют по формулам (2.17) и (2.18).

Если F_зат1 > F_зат2 (например, в 1,5 и более раза), то для восприятия силы F_d следует применять разгружающие стык от сдвига устройства, а в формулу (2.16) подставлять значение F_зат2.

2. Возможность затяжки болтов рабочим стандартным гаечным ключом определяется из соотношения F_зат = 70F_раб , откуда требуемое усилие рабочего: F_раб = F_зат / 70  [F_раб] = [200…300] Н.

Если F_раб < [F_раб], то необходим контроль затяжки при сборке.

Если F_раб > [F_раб], то следует предусмотреть дополнительные меры по обеспечению F_зат .

3. В проектировочном расчете находят внутренний диаметр резьбы болта d₁, мм:

d₁ = [4F_Б / ([]_P)]^1/2, (2.19)

где []_P = _Т / [S], МПа (_Т определяют по выбранному классу прочности; [S] – коэффициент безопасности).

Расчетный диаметр d₁ округляется в большую сторону до d₁ по ГОСТ 24705-81.

4. Конструктивно определяется длина болта l, мм:

l = _i + l₃,

где _i – сумма толщин всех соединяемых деталей, мм; l₃ – запас на выход стержня болта за пределы гайки, мм.

Длина l округляется по ГОСТ на болты.

5. Если размеры болтов известны (например по конструктивным рекомендациям), то из формулы (2.19) определяют _Р и требуемую величину _Т:

_Р = 4F_Б / (d₁²); _Т = _Р[S] .

По величине _Т назначают безопасный класс прочности болта из усло-вия _Т  _Т, где _Т – предел текучести материала, соответствующий выбранному классу прочности.

2.5.2. Расчет при переменной нагрузке

Проводят проверочный расчет по коэффициентам безопасности:

а) на предотвращение пластической деформации:

S_Т = _Т / _max = _Т / (_зат + 2_а)  [S_Т] = 1,25…2,5,

где _зат = 1,3F_зат / А₁ – напряжение предварительной затяжки, МПа; А₁ – рас-

четная площадь сечения болта по d₁, мм²; _а = (F_Бmax – F_Бmin) / (2A₁) – ампли-

туда напряжений, МПа; F_Бmax и F_Бmin – соответственно максимальная и минимальная внешняя нагрузка на оси болта по формуле (2.16), Н;

б) на ограничение амплитуды цикла:

S_a = _alim / _a  [S_a] = 2,5…4,

где _alim = _-lР K_dK_V / K_ – предельная амплитуда цикла, МПа; _-lР – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений растя-

жение-сжатие; K_d – коэффициент влияния размеров болта; K_V – коэффициент влияния качества поверхностного слоя; K_ – эффективный коэффициент концентрации напряжений.

Все параметры, входящие в формулу _alim выбирают по справочникам.

3. Механические передачи

3.1. Общие сведения

Все механические передачи делятся на две группы:

– передачи зацеплением (зубчатые: цилиндрические, конические; червячные; цепные; зубчато-ременные; винт-гайка);

– передачи трением (фрикционные и ременные).

К разновидностям цилиндрических передач относятся планетарные, волновые, реечные и винтовые, а конических – гипоидные.

На рис. 3.1 показаны направления вращения валов передач: по часовой стрелке – правое, против часовой стрелки – левое. Изменение направления движения называется реверсированием. Передача, расположенная между двумя соседними валами, называется ступенью привода.

Конкретный состав передач в приводе зависит в основном от трех критериев:

1) общего передаточного числа привода и₀;

2) компоновки привода, т.е. от объема заданного проcтранства, в котором должен размещаться привод, и взаимного расположения в нем осей валов;

3) технико-экономических возможностей конкретного предприятия.

Самым распространенными и предпочтительными являются зубчатые цилиндрические передачи.